用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器设计机械制造课程设计(1).doc

机电工程学院 机械设计制造及自动化（机械制造）　
目录
设计任务书……………………………………………………3
传动方案的拟订及说明………………………………………3
电动机的选择…………………………………………………3
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………7
轴的设计计算………………………………………………。。16
滚动轴承的选择及计算…………………………………….。38
键联接的选择及校核计算………………………………….。42
联轴器的选择………………………………………………。。43
减速器附件的选择…………………………………………。.44
润滑与密封…………………………………………………。。。44
设计小结……………………………………………………...44
参考资料目录………………………………………………。..45
设计计算及说明
结果
一、 设计任务书
设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2100N,带速v=1。3m/s,卷筒直径D=320mm，输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命10年（设每年工作300天），一班制。
二、传动方案的拟订及说明
计算驱动卷筒的转速
选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机,因此传动装置总传动比约为13。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：
图一
三、 选择电动机
1）电动机类型和结构型式
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44)系列三相异步电动机.它为卧式封闭结构.

设计计算及说明
结果
2）电动机容量
（1）卷筒的输出功率
（2)电动机输出功率
传动装置的总效率
式中、…为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率.
由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表2—4查得:V带传动=0.96;滚动轴承=0。988；圆柱齿轮传动=0。97;圆锥齿轮传动=0。96；弹性联轴器=0。99;卷筒轴滑动轴承=0.96；则
故
（3)电动机额定功率
由《机械设计(机械设计基础）课程设计》表20—1选取电动机额定功率.
3）电动机的转速
推算电动机转速可选范围,由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表2—1查得Ｖ带传动常用传动比范围,单级圆柱齿轮传动比范围，圆锥齿轮传动比范围，则电动机转速可选范围为：

设计计算及说明
结果
初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表:
方案
电动机型号
额定功率（ｋｗ）
电动机转速(r/min）
电动机质量(kg）
同步
满载
1
Y132M1—6
4
1000
960
73
2
Y112M-4
4
1500
1440
43
传动装置的传动比
总传动比
V带传动
二级减速器
12。37
3.1
3.99
18.56
4。64
4
两方案均可行，但方案1传动比较小，传动装置结构尺寸较小,因此采用方案1,选定电动机的型号为Y132M1-6
4)电动机的技术数据和外形,安装尺寸
由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表20-1、表20—2查得主要数据，并记录备用。
四、计算传动装置的运动和动力参数
1）传动装置总传动比
2）分配各级传动比
因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以
圆锥圆柱齿轮减速器传动比

设计计算及说明
结果
3）各轴转速（轴号见图一）
4）各轴输入功率
按电动机所需功率计算各轴输入功率，即
5）各轴转矩
项目
轴1
轴2
轴3
轴4
轴5
转速(r/min)
960
960
310
77.6
77。6
功率（kw)
3。36
3.29
3。16
3。02
2.98
转矩(N＊m)
33。43
32。73
97。35
371.66
366.74
传动比
1
1
3。1
3.99
1
效率
1
0.978
0。96
0.958
0.988

设计计算及说明
结果
五、传动件的设计计算
圆锥直齿轮设计
已知输入功率，小齿轮转速960r/min,齿数比u=3.1,由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天）,一班制,带式输送机工作经常满载,空载起动，工作有轻震，不反转。
1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数
1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高,故选用7级精度（GB10095—88）
2） 材料选择 由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。
3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。则
2、 按齿面接触强度设计
由设计计算公式进行试算,即
（1） 确定公式内的各计算数值
1） 试选载荷系数
2） 计算小齿轮的转矩
3） 选齿宽系数

设计计算及说明
结果
4)由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限
5)由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数
6） 计算应力循环次数
7) 由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数
8) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S=1，得
（2） 计算
1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值
2） 计算圆周速度v

设计计算及说明
结果
3） 计算载荷系数
根据，7级精度,由《机械设计（第八版）》图10—8查得动载系数
直齿轮
由《机械设计（第八版)》表10—2查得使用系数
根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查《机械设计（第八版）》表得轴承系数，则
接触强度载荷系数
4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,得
5） 计算模数m
取标准值
6） 计算齿轮相关参数
7） 圆整并确定齿宽
圆整取，

设计计算及说明
结果
3、 校核齿根弯曲疲劳强度
1） 确定弯曲强度载荷系数　
2） 计算当量齿数
3） 由《机械设计（第八版)》表10—5查得齿形系数

应力校正系数

4） 由《机械设计（第八版）》图20—20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限
5） 由《机械设计(第八版)》图10-18取弯曲疲劳寿命系数　
6） 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数，得
7）校核弯曲强度

设计计算及说明
结果
根据弯曲强度条件公式进行校核
满足弯曲强度,所选参数合适.
圆柱斜齿轮设计
已知输入功率，小齿轮转速310r/min，齿数比u=4，由电动机驱动,工作寿命10年（设每年工作300天），一班制,带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。
1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数
1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88)
2） 材料选择 由《机械设计(第八版）》表10—1选择大小齿轮材料均为45钢（调质)，小齿轮齿面硬度为250HBS,大齿轮齿面硬度为220HBS。
3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数
4） 选取螺旋角。初选螺旋角
2、按齿面接触强度设计
,
设计计算及说明
结果
由设计计算公式进行试算,即
（1） 确定公式内的各计算数值
1） 试选载荷系数
2） 计算小齿轮的转矩
3） 选齿宽系数
4） 由《机械设计（第八版）》图10—30选取区域系数
5） 由《机械设计（第八版)》图10—26查得,，则
6） 由《机械设计（第八版）》表10—6查得材料的弹性影响系数
7） 计算应力循环次数
8） 由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限
9） 由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数

设计计算及说明
结果
10)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S=1，得
（2）计算
1)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得
2） 计算圆周速度v
3） 计算齿宽b及模数
4） 计算纵向重合度
5）计算载荷系数

设计计算及说明
结果
根据，7级精度，由《机械设计(第八版）》图10—8查得动载系数
由《机械设计（第八版）》表10-3查得
由《机械设计（第八版)》表10—2查得使用系数
由《机械设计(第八版)》表10—13查得
由《机械设计（第八版)》表10-4查得
接触强度载荷系数
6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得
7） 计算模数
取
8） 几何尺寸计算
（1） 计算中心距
（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
因值改变不多，故参数、等不必修正
（3）计算大小齿轮的分度圆直径

设计计算及说明
结果
（4）计算齿轮宽度
圆整后取　
3、 校核齿根弯曲疲劳强度
1） 确定弯曲强度载荷系数　
2） 根据重合度，由《机械设计（第八版）》图10—28查得螺旋角影响系数
3） 计算当量齿数
4）由《机械设计（第八版）》表10—5查得齿形系数

应力校正系数

5） 由《机械设计(第八版）》图20—20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限
6）由《机械设计(第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数　

设计计算及说明
结果
7） 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数，得
8） 校核弯曲强度
根据弯曲强度条件公式进行校核
满足弯曲强度，所选参数合适。
六、轴的设计计算
输入轴设计
1、求输入轴上的功率、转速和转矩
2、求作用在齿轮上的力
已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为

设计计算及说明
结果
而
圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示
图二

设计计算及说明
结果
3、 初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质)，根据《机械设计（第八版）》表15-3,取,得,输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查《机械设计（第八版)》表14—1，由于转矩变化很小,故取，则
查《机械设计（机械设计基础）课程设计》表17-4，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000,半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。
4、 轴的结构设计
（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图三）
图三

设计计算及说明
结果
（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1） 为了满足半联轴器的轴向定位,1-2轴段右端需制出一轴肩,故取2-3段的直径
2） 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由《机械设计(机械设计基础）课程设计》表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，，而.
这对轴承均采用轴肩进行轴向定位,由《机械设计(机械设计基础）课程设计》表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度,因此取
3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径；为使套筒可靠地压紧轴承,
5—6段应略短于轴承宽度，故取。
4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油
的要求,求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离,故取
5）锥齿轮轮毂宽度为64。86mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。
6） 由于，故取
（3） 轴上的周向定位
圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由《机械设计(第八版）》表6-1
查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保

设计计算及说明
结果
证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。
（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为
5、 求轴上的载荷
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

6、按弯扭合成应力校核轴的强度
根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力
前已选定轴的材料为45钢(调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得,故安全。
6、 精确校核轴的疲劳强度
（1） 判断危险截面
截面5右侧受应力最大
（2)截面5右侧

设计计算及说明
结果
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面5右侧弯矩M为
截面5上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢，调质处理。由表15—1查得。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计（第八版)》附表3-2查取.因，，经插值后查得
又由《机械设计(第八版)》附图3-2可得轴的材料敏感系数为
故有效应力集中系数为

设计计算及说明
结果
由《机械设计（第八版）》附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3—4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理,即，则综合系数为
又取碳钢的特性系数
计算安全系数值
故可知安全。
中间轴设计
1、求中间轴上的功率、转速和转矩

设计计算及说明
结果
2、求作用在齿轮上的力
已知圆柱斜齿轮的分度圆半径
而
已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径
而
圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图四所示

设计计算及说明
结果
图四
3、初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为(调质），根据《机械设计(第八版）》表15—3，取，得,中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和

设计计算及说明
结果
4、 轴的结构设计
（1） 拟定轴上零件的装配方案(见下图图五）
（2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据,由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306,其尺寸为，.
这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度,因此取套筒直径.
2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用

设计计算及说明
结果
套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。
3） 已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面,此轴
段应略短于轮毂长,故取.
4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取
。
（3)轴上的周向定位
圆锥齿轮的周向定位采用平键连接,按由《机械设计(第八版)》表6—1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为;圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由《机械设计(第八版）》表6—1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
(4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为
5、 求轴上的载荷

设计计算及说明
结果
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

6、按弯扭合成应力校核轴的强度
根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力,取,轴的计算应力
前已选定轴的材料为（调质）,由《机械设计（第八版)》表15—1查得，故安全。
7、精确校核轴的疲劳强度
(1)判断危险截面
截面5左右侧受应力最大
(2）截面5右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数

设计计算及说明
结果
截面5右侧弯矩M为
截面5上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为，调质处理。由表15-1查得。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计(第八版）》附表3—2查取。因，，经插值后查得
又由《机械设计（第八版）》附图3—2可得轴的材料敏感系数为
故有效应力集中系数为
由《机械设计（第八版）》附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由《机械设计（第八版)》附图3-4得表面质量系数为

设计计算及说明
结果
轴未经表面强化处理，即，则综合系数为
又取合金钢的特性系数
计算安全系数值
故可知安全。
（3)截面5左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面5左侧弯矩M为

设计计算及说明
结果
截面5上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
过盈配合处的，由《机械设计（第八版）》附表3—8用插值法求出,并取，于是得
轴按磨削加工，由《机械设计(第八版）》附图3-4得表面质量系数为
故得综合系数为
计算安全系数值

设计计算及说明
结果
故可知安全。
输出轴设计
1、求输出轴上的功率、转速和转矩
2、求作用在齿轮上的力
已知圆柱斜齿轮的分度圆半径
而
圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示

设计计算及说明
结果
图六

设计计算及说明
结果
3、初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢(调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取，得，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查《机械设计（第八版）》表14—1，由于转矩变化很小，故取，则
查《机械设计（机械设计基础）课程设计》表17-4，选HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为630000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。
4、 轴的结构设计
（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图六）

设计计算及说明
结果
图六（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2—3段的
直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径，
半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联
轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短些，现取
。
2） 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由《机械设计（机械设计基础)课程设计》表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为,，而。
左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计（机械设计基础)课程》

设计计算及说明
结果
表15—7查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为71mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度，故取.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度，故取，则轴环处的直径为.轴环宽度，取。
4）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求,求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取
5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。
（3）轴上的周向定位
齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由《机械设计（第八版)》表6—1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工,长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。
(4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为
5、求轴上的载荷

设计计算及说明
结果
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

6、按弯扭合成应力校核轴的强度
根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力,取，轴的计算应力
前已选定轴的材料为45钢(调质）,由《机械设计（第八版）》表15—1查得，故安全.
7、精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
截面7右侧受应力最大
（2）截面7右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数

设计计算及说明
结果
截面7右侧弯矩M为
截面7上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢，调质处理。由表15—1查得。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计(第八版）》附表3—2查取。因，,经插值后查得
又由《机械设计(第八版）》附图3-2可得轴的材料敏感系数为
故有效应力集中系数为
由《机械设计（第八版）》附图3—2的尺寸系数，扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由《机械设计（第八版)》附图3—4得表面质量系数为

设计计算及说明
结果
轴未经表面强化处理，即，则综合系数为
又取碳钢的特性系数
计算安全系数值
故可知安全。
七、滚动轴承的选择及计算
输入轴滚动轴承计算
初步选择滚动轴承，由《机械设计（机械设计基础)课程设计》表15—7中初步选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为， ,，
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

则

设计计算及说明
结果
则
则
则
,
则
则
故合格。
中间轴滚动轴承计算
初步选择滚动轴承，由《机械设计(机械设计基础）课程设计》表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，,，
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

设计计算及说明
结果
则
则
则
则
，
则
则
故合格。
输出轴轴滚动轴承计算
初步选择滚动轴承，由《机械设计（机械设计基础)课程设计》表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310,其尺寸为,，，

设计计算及说明
结果
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

则
则
则
则
，
则
则
故合格

设计计算及说明
结果
八、键联接的选择及校核计算
输入轴键计算
1、 校核联轴器处的键连接
该处选用普通平键尺寸为,接触长度,则键联接所能传递的转矩为：
,故单键即可。
2、 校核圆锥齿轮处的键连接
该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为:
，故单键即可。
中间轴键计算
1、 校核圆锥齿轮处的键连接
该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：
,故单键即可.
2、 校核圆柱齿轮处的键连接
该处选用普通平键尺寸为，接触长度,则键联接所能传递的转矩为：

设计计算及说明
结果
，故单键即可。
输出轴键计算
1、 校核联轴器处的键连接
该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为:
，故单键即可。
2、 校核圆柱齿轮处的键连接
该处选用普通平键尺寸为，接触长度,则键联接所能传递的转矩为：
，故单键即可。
九、联轴器的选择
在轴的计算中已选定联轴器型号。
输入轴选HL1型弹性柱销联轴器,其公称转矩为160000，半联轴器的孔径,故取，半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。
输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000,半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。

设计计算及说明
结果
十、减速器附件的选择
由《机械设计（机械设计基础）课程设计》选定通气帽，A型压配式圆形油标A20（GB1160。1—89)，外六角油塞及封油垫,箱座吊耳,吊环螺钉M12（GB825—88），启盖螺钉M8.
十一、润滑与密封
齿轮采用浸油润滑，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表16-1查得选用N220中负荷工业齿轮油(GB5903-86）。当齿轮圆周速度时,圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径,大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~60mm。由于大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。
密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。
十二、设计小结
这次关于带式运输机上的两级圆锥圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。
　　机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程,它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《工程材料》、《机械设计（机械设计基础)课程设计》等于一体.
这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。
本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。

设计计算及说明
结果
设计计算及说明
结果
一、设计任务书
1。1传动方案示意图
图一、传动方案简图
1.2原始数据
传送带拉力F（N）
传送带速度V(m/s）
滚筒直径D（mm）
2500
1。6
280
1.3工作条件
三班制，使用年限为10年，连续单向于运转,载荷平稳，小批量生产,运输链速度允许误差为链速度的.
1.4工作量
1、传动系统方案的分析;
2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；
3、传动零件的设计计算;
4、轴的设计计算；
5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；
6、键联接和联轴器的选择及校核；
7、减速器箱体，润滑及附件的设计;
8、装配图和零件图的设计;
9、设计小结;
10、参考文献；
二、传动系统方案的分析
传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小,传动效率高,适用在恶劣环境下长期工作,虽然所用的锥齿轮比较贵,但此方案是最合理的.其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。
三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算
设计计算及说明
结果
3.1 电动机的选择
1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。
2、电动机容量选择:
（1）工作机所需功率=FV/1000
F-工作机阻力
v-工作机线速度
—工作机效率可取0。96
(2) 电动机输出功率
考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为
=/
为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即
=0.833
—滚动轴承传动效率取0。99 —圆锥齿轮传动效率取0。95
—圆柱齿轮传动效率取0.97 -联轴器效率取0.99
—卷筒效率取0。96
=
(3）确定电动机的额定功率
因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为5。5Kw。
3、确定电动机转速
卷筒工作转速
=60×1000V/πD=60X1000X1.6/3。14X280=109.2r/min
由于两级圆锥—圆柱齿轮减速器一般传动比为8—15，故电动机的转速的可选范围为
—=(8-15） =873.6—1638r/min.
可见同步转速为1000r/min ，1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大,成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。
设计计算及说明
F=2500N
V=1。6m/s
=0.833
=5kw
=5.5kw
=109。2
r/min
结果
表2 电动机方案比较表（指导书 表19-1）
方案
电动机型号
额定功率（kw）
电动机转速（r/min)
电动机质量（kg）
传动装置总传动比
同步
满载
1
Y132M2—6
5。5
1000
960
73
8.79
2
Y132S-4
5.5
1500
1440
43
13.19
由表中数据可知,方案1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用方案1，选定电动机型号为Y132M2—6
3.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配
1、传动装置总传动比
=960/109。2=8.79
2、分配各级传动比
高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取
=2。2 =4
3.3计算传动装置的运动和动力参数
1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）
＝=960r/min
＝=960/202=436.36r/min
 ＝/=436。36/4=109.2r/min
=109.2r/min
2、各轴输入功率
=4。95kw
。 =4。655kw
=4。47kw
=.=4。38kw
3、各轴转矩 =49.24N。m
设计计算及说明
选Y132M2-6型电动机
=2。2
=4
=960
=436。36
=109.2r/min
=4.95 kw
=4。65 kw
=4。47 kw
=4。38 kw
结果
=101.88N。m
=390。92N.m
=383.04N.M
将计算结果汇总列表如下
表3 轴的运动及动力参数
项目
电动机轴
高速级轴I
中间轴II
低速级轴III
工作机轴IV
转速（r/min）
960
960
436.36
109。2
109。2
功率（kw）
5
4.95
4。655
4.47
4.382
转矩（）
49。76
49。24
101。88
390.92
383.04
传动比
1
2。2
4。0
1
效率
0。99
0。94
0。96
0。98
四、传动零件的设计计算
4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材《机械设计（第八版）》）
已知输入功率为=4。655kw、小齿轮转速为=436。36r/min、齿数比为4.工作寿命10年(设每年工作300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变.
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）运输机为一般工作机器,速度不高，故选用7级精度.(GB10095-88)
(2)材料选择 由《机械设计（第八版）》表10-1小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS.
（3) 选小齿轮齿数，则大齿轮齿数 初选螺旋角。
2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算
设计计算及说明
小齿轮：
40Cr(调质）
280 HBS
大齿轮：
45钢（调质）
240 HBS
7级精度
结果
（1)确定公式内的各计算数值
1） 试选载荷系数=1.6
2） 查教材图表（图10—30)选取区域系数=2。435
3） 查教材表10-6选取弹性影响系数=189。8
4） 查教材图表（图10—26)得 =0.765 =0.88 =1.645
5） 由教材公式10—13计算应力值环数
N=60nj =60×436.36×1×（3×8×300×10）=1。885×10h
N=0。471X10h
6） 查教材10—19图得：K=0.9 K=0。95
7） 查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550Mpa
8） 由教材表10-7查得齿宽系数=1
9） 小齿轮传递的转矩=95.5×10×=9550X4655/436。36=101.88N.m
10） 齿轮的接触疲劳强度极限:取失效概率为1%,安全系数S=1，应用公式（10—12）得:
［］==0.9×650=585
［]==0.95×550=522。5
许用接触应力为
（2） 设计计算
1） 按式计算小齿轮分度圆直径
=
2） 计算圆周速度1.27m/s
3） 计算齿宽b及模数
设计计算及说明
=1。6
=2。435
=189。8
=1。645
K=0.9 K=0.95
650
Mpa 550Mpa
=1
T=101.88N。m
=
553.75 MPa
V=1.27m/
结果
b==1.5567=55。67mm
=
4) 计算齿宽与高之比
齿高h= =2.25×2。455=5.24
= =10。62
5) 计算纵向重合度 =0。318tanβ=0。318X1X22tan=1.744
6) 计算载荷系数K
系数=1,根据V=1.27m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.08
查教材图表（表10—3）得齿间载荷分布系数=1.4
由教材图表（表10—4）查得=1.420
查教材图表（图10—13）得=1.32
所以载荷系数
=2。147
7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
=
8) 计算模数
=
3、按齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式≥设计
（1） 确定公式内各计算数值
1） 计算载荷系数 =1。99
2） 根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图10—28）查得螺旋影响系数=0。88
3） 计算当